Конструювання чотирьохтактного бензинового двигуна легкового автомобіля

Застосування двигунів внутрішнього згоряння в сучасній практиці. Розрахунок основних елементів чотирьохтактного бензинового двигуна легкового автомобіля; показники робочого циклу; кінематика і динаміка, тепловий баланс двигуна, аналіз врівноваженості.

Рубрика Производство и технологии
Вид дипломная работа
Язык украинский
Дата добавления 19.11.2013
Размер файла 610,4 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти і науки України

Луцький державний технічний університет

Кафедра автомобілів

Пояснювальна записка до курсової роботи

по дисципліні ”Автомобільні двигуни”

на тему:

Конструювання чотирьохтактного бензинового двигуна легкового автомобіля

Виконав: ст. гр. ААГ-31

Семенович Р.Б.

Превірив: ст. викладач

Скалига М.М.

Луцьк - 2005

ЗМІСТ

ВСТУП

1. Обґрунтування

2. Тепловий розрахунок двигуна

2.1 Параметри робочого тіла

2.2 Параметри навколишнього середовища і відпрацьованих газів

2.3 Параметри процесу впуску

2.4 Параметри процесу стиску

2.5 Параметри процесу згоряння

2.6 Параметри процесу розширення

3. Показники робочого циклу двигуна

3.1 Ефективні показники двигуна

3.2 Основні параметри циліндра і двигуна

4. Тепловий баланс двигуна

5. Побудова індикаторної діаграми

5.1 Скруглення індикаторної діаграми

6. Кінематика і динаміка двигуна

6.1 Переміщення поршня

6.2 Швидкість поршня

6.3 Прискорення поршня

7. Динаміка двигуна

7.1 Сили тиску газів

7.2 Приведення мас КШМ

7.3 Сили інерції

7.4 Сумарні сили

7.5 Крутні моменти

7.6 Сумарні сили, що діють на шатунну шийку

8. Аналіз врівноваженості двигуна

9. Розрахунок маховика

10. Розрахунок поршневої групи

10.1 Розрахунок поршня

10.2 Розрахунок поршневого кільця

10.3 Розрахунок поршневого пальця

11. Розрахунок шатунної групи

11.1 Розрахунок поршневої головки

11.2 Розрахунок кривошипної головки шатуна

11.3 Розрахунок стержня шатуна

12. Розрахунок корпуса двигуна

12.1 Розрахунок гільзи циліндра

12.2 Розрахунок шпильки головки болта

13. Розрахунок системи мащення

13.1 Масляний насос

13.2 Масляний радіатор

14. Розрахунок системи охолодження

14.1 Водяний насос

14.2 Водяний радіатор

14.3 Вентилятор

Перелік посилань

ВСТУП

Двигунами прийнято називати машини, з допомогою яких будь-який вид енергії може бути перетворений в механічну роботу. В залежності від виду енергії, яка використовується в двигунах, їх поділяють на первині і вторинні. Природні джерела енергії (паливо, сила води і вітру) перетворюються в механічну роботу первинними двигунами. Такі види енергії як електрична і енергія стиснутого повітря, отримані в результаті роботи первинних двигунів, перетворюються в механічну з допомогою вторинних електричних і пневматичних двигунів.

Із первинних двигунів саме широке застосування отримали теплові двигуни, початок яких поклала парова машина. Вперше така машина була побудована в 1765р. російським механіком І.І. Ползуновим. До кінця 19 ст. парові машини являлись практично єдиними паровими машинами, які застосовувались в промисловості і на транспорті. Вони були громіздкими і малоекономічними, але працювали на будь-якому паливі. Ще на початку 20ст. парові машини використовувались навіть на автомобілях. На зміну паровим машинам прийшли більш досконалі двигуни - парові турбіни і двигуни внутрішнього згоряння.

Спроби створення поршневих двигунів внутрішнього згоряння здійснювались ще в кінці 18 ст., але перший роботоздатний двигун був побудований французьким механіком Ленуаром в 1860 р. двигун працював на світильному газі без стиску суміші в циліндрі.

Широке практичне застосування двигунів внутрішнього згоряння знайшли лише після того, як німецький механік Н. Отто в 1877 р. здійснив попередній стиск суміші в циліндрі, завдяки чому ефективність таких двигунів різко підвищилась.

В 1892 р. Р. Дизель отримав патент на двигун внутрішнього згоряння нового типу, розрахований на використання рідкого палива (гасу). Винахідник запропонував нагрівати повітря в циліндрі шляхом стиску до температури, при якій розпилене вприскуване паливо могло б самозайматися і згоряти по мірі надходження в циліндр, причому по його замислу двигун повинен був працювати без охолодження стінок циліндра.

Двигун із самозайманням суміші за рахунок стиску, працюючий на нафті, вперше був побудований в 1899 р. на заводі Е. Нобеля в Петербурзі. В 60-х роках нашого століття наполегливо шукалися шляхи використання в якості транспортного агрегату досить компактного роботоздатного роторно-поршневого двигуна внутрішнього згоряння, тобто двигуна з поршнем, що обертається. Так, в 1957 р. німецькому інженеру Ф. Ванкелю разом із відомою фірмою „NSV” вдалося створити роботоздатний роторно-поршневий двигун.

Для подальшого підвищення ефективності двигунів внутрішнього згоряння в сучасній практиці широко застосовують комбіновані двигуни, в яких поршневий двигун і газова турбіна працюють на одному і тому ж робочому типі, так як в газовій турбіні продовжується розширювання газів, що виходять із поршневого двигуна, і енергія від них передається користувачу.

Перераховані теплові двигуни можуть бути розділені на двигуни внутрішнього згоряння і двигуни зовнішнього згоряння. Їх успішно застосовують в промислових, сільськогосподарських та інших силових установках, на водному, залізничному і автомобільному транспорті, в авіації, на різних сільськогосподарських, дорожніх і будівельних машинах. Можна сказати, що немає такої гілки народного господарства, де б не застосовувались двигуни внутрішнього згоряння. Всюди, де є потреба, наприклад, в легких, економічних і зручних для обслуговування автономних силових агрегатах відносно невеликої потужності, знаходять застосування поршневі двигуни внутрішнього згоряння. Особливо широко їх використовують для тракторів і автомобілів всіх класів.

1. Обґрунтування вибору вихідних даних для проекту

Згідно із завданням на курсовий проект необхідно запроектувати бензиновий двигун для легкового автомобіля зі слідуючими показниками:

- потужність двигуна;

- частота обертання колінвала при максимальній потужності;

- ступінь стиску;

- коефіцієнт надлишку повітря.

На основі аналізу існуючих конструкцій ДВЗ даного типу,найбільш близьким аналогом до проектованого двигуна є двигун “Порше 944”. Основними недоліками даного двигуна - прототипа є використання карбюратора. Це спричинює перевитрату палива, особливо на перехідних режимах, та підвищену токсичність відпрацьованих газів.

У проектованому двигуні передбачається застосування системи впорскування палива, що дають змогу покращити ефективні, економічні, токсичні і тягові показники.

2. Тепловий розрахунок двигуна

2.1 Параметри робочого тіла

Теоретично необхідна кількість повітря для повного згоряння масової або об'ємної одиниці пального:

Кількість горючої суміші, яка надходить в циліндри:

Кількість продуктів згоряння:

М2СО2СОН2ОН2N2=УМі

УМі=0,049+0,022+0,063+0,344=0,488 кмоль/кг

Перевірка:

М2=C/12+Н/2+0,792Lo=0,488 кмоль/кг

2.2 Параметри навколишнього середовища і відпрацьованих газів

Так, як двигун працює без наддуву, то приймемо Р0=0,1 МПа; t0=150C;

T0=t0+273=288 K

Тиск залишкових газів:

Р2=(1,05...1,25) p0=0,105...0,125 МПа

Приймаємо: Р2=0,115 МПа

Температура залишкових газів: Т2 = 900 ч 1100 К

Приймаємо: Т2 = 1100 К.

2.3 Параметри процесу впуску

Величина підігріву заряду: ДТ=50С

Густина заряду на впуску:

оо106/(RвТо)=0,1106/(287293)=1,189 кг/м3,

де Rв=287 Дж/кгград

Втрати тиску на впуску:

ра=(2+вп2010-6/2 = 3·902 ·1,2·10-6/2 = 0,015 МПа.

Тиск в кінці впуску:

рао - ра=0.1- 0.015=0.085МПа.

Коефіцієнт залишкових газів:

Температура заряду в кінці впуску:

Та=(То+Т+гТг)/(1+г)=(288+5+0,051100)/(1+0,05)=331К

Коефіцієнт наповнення циліндрів двигуна:

2.4 Параметри процесу стиску

Величина показника політропи:

n1 =(k1 - 0,01)...(k1 - 0,04)=1,371...1,341

Остаточно отримаємо: n1 = 1,35

Тиск в кінці процесу стиску:

рсаn1=0,0858,51,3773=1,53 МПа

Температура робочого тіла в кінці стиску:

Тсаn-1=3318,51,3773-1=692К, tс = 419оС

Визначення теплоємності робочої суміші.

Середня молярна теплоємність робочої суміші:

де =20,6+0,002638tc =21,7- середня молярна теплоємність свіжого заряду.

Середня молярна теплоємність залишкових газів:

= 27,941+0,019tc - 5,487·10-6tc=35,068 ;

= 20,597+0,00267tc=21,74 ;

= 24,953+0,005359tc=27,247 ;

= 20,684+0,000206tc+5,88·10-7t2c=20,88 ;

= 20,934+0,00464tc-0,84·10-6t2c=22,77 ;

= 20,398+0,0025tc=21,468 ;

= 23,587 .

2.5 Параметри процесу згоряння

Коефіцієнт молекулярної зміни горючої суміші:

Дійсний коефіцієнт зміни горючої суміші:

Кількість теплоти, що втрачена внаслідок неповного згоряння паливної суміші:

Hu=119950(1-)Lo=119950(1-0.85)0.513=9224,76 кДж/кг

Теплота згоряння робочої суміші:

Нроб.см=(Hu-Hu)/[M1(1+г)]=(42490-9224,76)/[0.445(1+0.05)]=87152,6

кДж/кмоль

Середня молярна теплоємність продуктів згоряння:

Температура в кінці видимого згоряння:

Tz=tz=2327+273=2600 K.

Тиск в кінці видимого згоряння:

Дійсний максимальний тиск в циліндрах:

2.6 Параметри процесу розширення

Температура та тиск в кінці процесу розширення:

, де n2=1,25.

3. Показники робочого циклу двигуна

Теоретичний середній індикаторний тиск:

Середній індикаторний тиск:

; де цn = 0,9... 0,97.

Індикаторний ККД:

i=pilo/(Huоv) = 0,89619,980.85/(24,31.20.8)=0,27

Індикаторна питома витрата пального:

gi=3600/(Hui)=304 г/(кВтгод).

3.1 Ефективні показники двигуна

Середній тиск механічних втрат:

Pм=0,034+0,0113п.ср.=0,192 МПа,

де п.ср.=14 м/с - середня швидкість поршня.

Середній ефективний тиск:

pe=pi - pм =0,704 МПа.

Механічний ККД:

меi=0,786.

Ефективний ККД:

е=iм=0,242

Ефективна витрата палива:

ge=3600/Hue =339 г/(кВтгод).

Часова витрата палива:

.

3.2 Основні параметри циліндра і двигуна

Літраж двигуна:

Vл=30Ne/(pen)=2,46 л.

Робочий об'єм циліндра:

Vц =Vл/і=0,62 л.

Діаметр і хід поршня.

Приймаємо тоді

S=D·0.85=82.97 мм

По прийнятих значеннях D і S, визначаємо основні параметри і основні показники двигуна:

Vл=D2Si/(4106)=2,5 л; Fп=D2/4=75,4 см2;

Ne=peVлn/30=76,3 кВт;

Gт=Ne·ge=25.87 кг/год; vп.ср.=83·5200/3·104=14,39 м/с.

4. Тепловий баланс двигуна

Загальна кількість теплоти введеної в двигун:

Q=HuGт/3.6 =4390025,87/3.6=315470 Дж/с

Теплота, еквівалентна ефективній роботі за 1с:

Qe=1000Ne=100076,3=76300 Дж/с

Теплота, що передається оточуючому середовищу:

Qв=сiD1+2mnm(Hu-Hu)/(Hu)=92131 Дж/с,

де С = 0,45... 0,53 - коефіцієнт пропорційності; і - кількість циліндрів; D - діаметр циліндра, в см; m = 0,6... 0,7 - показник степеня для 4-х тактних двигунів; n - частота обертання колінвала, хв-1; Hu - кількість теплоти, втраченої внаслідок теплового згоряння, кДж/кг.

Теплота втрачена з відпрацьованими газами:

Теплота втрачена через хімічну неповноту згоряння:

Невраховані втрати теплоти:

Таблиця 1

Тепловий баланс

Складові теплового балансу

Q, Дж/с

Q, %

Qc

76300

24,19

Qb

92131

29,2

Qт

75142

23,82

Qп.з.

66256

21

Qдоп

5641

17,9

Q0

315470

100

5. Побудова індикаторної діаграми

Масштаб ходу поршня Ms=1 мм в мм.

Масштаб тиску Mp=0.05 МПа в мм.

Приведені величини, відповідні робочому об'єму циліндра і об'єму камери згоряння:

АВ=S/Ms=83/1=83 мм; OA=AB/(e-1)=83/7,5=11,1 мм.

Максимальна висота діаграми

Аz=Pz/Mp=6,3/0,05=126 мм

Ординати характерних точок:

Рар=0,085/0,05=1,7 мм;

Рbр=0,44/0,05=8,8 мм;

Рcр=1,53/0,05=30,6 мм;

Рzр=0,115/0,05=2,3 мм;

Рор=0,1/0,05=2мм.

Побудова політроп стиску і розширення аналітичним методом:

а) политропа стиску

рха(Va/Vx)n1

рхр=(рар)(ОВ/ОХ)n1=13,54(209,5/ОХ)1,3773 мм,

де ОВ=ОА+АВ=25,5+184=209,5мм

б) політропа розширення

рхb(Vb/Vx)n2

рхр=(рbр)(ОВ/ОХ)n2=17,9(209,5 /ОХ)1.251 мм

Результати розрахунків точок політроп приведені в таблиці 2.

Таблиця 2

Розрахункові точки політроп

№ п/п

OX, мм

Політропа стиску

Політропа розширення

Р, МПа

Р, МПа

1

11,1

8,5

17,97

30,7

1,535

14,51

127,8

6,39

2

19,4

19,4

8,54

14,5

0,725

7,29

64,2

3,21

3

27,7

27,7

5,21

8,9

0,445

4,62

40,7

2,035

4

36

3,6

3,63

6,2

0,31

3,30

29

1,45

5

44,3

2,1

2,72

4,6

0,23

2,53

22,3

1,115

6

52,6

1,8

2,21

3,8

0,19

2,08

18,3

0,915

7

60,9

1,5

1,73

2,9

0,145

1,66

14,6

0,73

8

69,2

1,4

1,57

2,7

0,135

1,52

13,4

0,67

9

77,5

1,2

1,28

2,2

0,11

1,26

11,1

0,555

10

85,8

1,1

1,14

1,9

0,095

1,13

9,9

0,495

11

94,1

1

1

1,7

0,085

1

8,8

0,44

Теоретичний середній індикаторний тиск:

де Fґ - площа діаграми асzba.

5.1 Скруглення індикаторної діаграми

мм,

де л - відношення радіуса кривошипа до довжини шатуна л = 0,26.

Розрахунки ординат точок zґ, aґ, aґґ, cґ, f і bґ зведені в Таблиці 3.

Таблиця 3

Позначення точок

Положення точок

ц?

Ах, мм

27? до ВМТ

27

0,136

5,6

18? після ВМТ

18

0,061

2,5

aґґ

65? післяВМТ

115

1,530

63,5

35? до ВМТ

35

0,224

10

f

30? доВМТ

30

0,167

7

75? доВМТ

105

0,138

57,3

Положення точки cґґ визначається з виразу:

Рcґґ = (0,15ч1,25)pс = 1,25 · 1,53 = 1,91 Мпа;

Дійсний тиск горіння:

,

Наростання тиску від точки cґґ z0 складає:

5,36 · 1,91 = 3,45 Мпа, або 3,45/12 = 0,29 Мпа.

6. Розрахунок кінематики і динаміки двигуна

6.1 Переміщення поршня

Розрахунок Sx проводиться через кожні 30° кута повороту колінвала. Значення для при різних ц будуть брати з таблиці 19[1] і заносити в таблицю 4.

Кутова швидкість обертання колінвала:

6.2 Швидкість поршня

Значення беремо з таблиці 20[1] і заносим в таблицю 4.

6.3 Прискорення поршня

Значення для беремо з таблиці 21[1].

Таблиця 4

ц°

SA, мм

Vn, м/с

(cosц+0,26cos2ц)

j, м/с2

0

0

0

0

0

1,2600

15491,6

30

0,1665

6,9

0,6126

13,8

0,9960

12245,7

60

0,5975

24,8

0,9786

22,1

0,3700

4549,1

90

1,1300

46,9

1,000

22,6

-0,2600

-3196,7

120

1,5975

66,3

0,7534

17,0

-0,6300

-7745,8

150

1,8985

78,8

0,3874

8,8

-0,7360

-9049,0

180

2,000

83

0

0

-0,7400

-9098,2

210

1,8985

78,8

-0,3874

-8,8

-0,7360

-9049,0

240

1,5975

66,3

-0,7534

-17,0

-0,6300

-7745,8

270

1,1300

46,9

-1,000

-22,6

-0,2600

-3196,7

300

0,5975

24,8

-0,9786

-22,1

0,3700

4549,1

330

0,1665

6,9

-0,6126

-13,8

0,9960

12245,7

360

0

0

0

0

1,2600

15491,6

За даними табл. 4 будуємо графіки (лист1, мал.2).

Sx в масштабі

Ms = 1мм в 1 мм; Vn - MVn = 0,5 м/с в 1 мм;

j - Mj = 250 м/с2 в 1 мм; Mц = 30? в 1 мм.

7. Динаміка двигуна

7.1 Сили тиску газів

Індикаторну діаграму розгортаємо за кутом повороту кривошипа по методу Брікса. Поправка Брікса:

.

Масштаб розгорнутої діаграми:

тиску Mp = 0,05 МПа/мм;

сил Mp = 377 Н в мм;

кута повороту кривошипа Mц = 3? в мм, або Mґц =

4р/ОВ=4·3,14/240=0,523 мм-1.

По ДРГ визначається значення РГ і заносяться в табл. 5

7.2 Приведення мас КШМ

За табл. 22[1] з врахуванням діаметра циліндра, відношення S/D, рядного розташування циліндрів і достатньо великого значення Pz встановлюються:

- маса поршневого сплаву (поршень з алюмінієвого сплаву):

n = 100 кг/м2; mn = mґn?Fn = 100 ? 0,00763 =0,763 кг;

-маса шатуна:

ш = 140 кг/м2; mш = mґш?Fn = 140?0,0763 = 1,07 кг;

маса неврівноважених частин одного коліна вала без противаг (вал стальний):

к = 160 кг/м2; mк = mґк?Fn = 160?0,0763 = 1,22 кг.

Маса шатуна, зосереджена на осі поршневого пальця:

mш.п = 0,275?mш = 0,275?1,07 = 0,294 кг.

Маса шатуна, зосереджена на осі кривошипа:

mш.к = 0,725?mш = 0,725?1,07 = 0,776 кг.

Маси, що здійснюють на зворотньо-поступальний рух:

mj = mn + mn.ш = 0,763 + 0,294 = 1,057 кг.

Маси, що здійснюють обертовий рух:

Mк = mк + mшк = 1,22 + 0,776 = 1,996 кг.

7.3 Сили інерції

З таблиці 4, переносим значення j в графу 4, таблиці 5 і визначаємо сили інерції зворотньо-поступальних мас:

Центробіжна сила інерції обертових мас:

Кк = mk ? R ? щ2 = -1,996 ? 0,0415 ? 544,32 = -24540 Н.

Центробіжна сила інерції обертових мас кривошипа:

КАк = -mk ? R ? щ2 = -1,22 ? 0,0415 ? 544,32 = -14500 Н.

7.4 Сумарні сили

Сумарна сила, зосереджена на осі поршневого пальця (графа 6):

P = Pr + Pj(H).

Нормальна сила:

N = P?tgв, значення tgв визначаються для л = 0,26 за табл. 23[1] і заносять в графу 7, а значення N в графу 8.

Сила, що діє вздовж шатуна (графа 10):

.

Сила, що діє по радіусу кривошипа (графа 12):

Тангенціальна сила (графа 14):

Масштаб сил Мр = 261 Н в 1 мм.

Середнє значення сили за цикл:

за даними теплового розрахунку

Тср = 2?106?pi?Fn/рr = 2?106?0,896?0,00763/3,14?4 = 1088,6 Н;

за площею між кривою Т і віссю абсцис (мал. 4):

Тср = (УFі - УF2 )?Мр = (2354-1961)?261/94,1 = 1090 Н;

Похибка: 100%?(1088,6-1090)/1088,6 = 0,13%.

7.5 Крутні момети

Крутний момент одного циліндра (графа 15):

Період зміни крутного моменту чотирьохтактного двигуна з рівними інтервалами між спалахом:

И = 720?/і = 720?/4 = 180?

Сумування значень крутних моментів всіх чотирьох циліндрів двигуна проводиться табличним методом (табл. 6), і по отриманих значеннях будується крива

Мкр = Мр?R = 261?0,0415 = 10,832 Н?м в мм.

Середній крутний момент двигуна:

за даними теплового розрахунку:

Мкр.ср. = Мі = Мен = 140/0,786 = 178 Н?м;

за площею, що знаходиться під кривою Мкр:

Мкр.ср. = мн?(F1-F2)/ОА = 10,832?(2782-260)/11,1 Н?м; (мал. 4).

Похибка:

(178-177,6)100%/178 = 0,22%.

Максимальний і мінімальний крутний моменти:

Мкр.max = 905,47 Н?м; Мкр.min = - 493,3 Н?м.

Таблиця 5

ц°

ДРг, МПа

Рг, Н

j, м/с2

Рj, Н

Р, Н

tgв

N, Н

1/cosв

1

2

3

4

5

6

7

8

9

0

0,05

381,5

15491,6

-16374,62

-15993,12

0

0

1

30

-0,075

-572,5

12245,7

-12943,7

-13516,45

0,131

-1770,66

1,009

60

-0,075

-572,5

4549,1

-4808,4

-5381,15

0,230

-1237,67

1,026

90

-0,075

-572,5

-3196,7

3778,91

3206,16

0,267

856,04

1,035

120

-0,075

-572,5

-7745,8

8187,31

7614,56

0,230

1751,35

1,026

150

-0,075

-572,5

-9049,0

9564,79

8992,04

0,131

1177,96

1,009

180

-0,075

-572,5

-9098,0

9616,8

9044,05

0

0

1

210

-0,075

-572,5

-9049,0

9564,79

8992,04

-0,131

-1177,96

1,009

240

-0,05

-381,5

-7745,8

8187,31

7805,81

-0,230

-1751,35

1,026

270

0,025

190,75

-3196,7

3778,91

3699,66

-0,267

-1059,9

1,035

300

0,2

1526,0

4549,1

-4808,4

-3282,4

-0,230

754,95

1,026

330

0,775

5913,25

12245,7

-12943,7

-7030,45

-0,131

921

1,009

360

0,9

6867

15491,6

-16374,62

-9507,62

0

0

1

370

5,36

4039,7

15111,6

-15973,3

24923,7

0,045

1121,47

1,001

390

2,5

1901,5

12245,7

-12943,7

6131,3

0,131

803,2

1,009

420

1,4

10682,5

4549,1

-4808,4

5873,6

0,230

1350,93

1,0226

450

0,65

4957,5

-3196,7

3778,91

8738,41

0,267

2333,16

1,035

480

0,40

30,52

-7745,8

8187,31

11239,31

0,230

2885,04

1,026

510

0,25

1901,5

-9049,0

9564,79

11472,29

0,131

1502,87

1,009

540

0,15

1144,5

-9098,0

9616,8

10761,3

0

0

1

570

0,05

381,5

-9049,0

9564,79

9946,29

-0,131

-1302,96

1,009

600

0,05

381,5

7745,8

8187,31

8568,81

-0,230

-1970,83

1,026

630

0,05

381,5

-3196,7

3778,91

4160,41

-0,267

-1110,83

1,035

660

0,05

381,5

4549,1

-4808,4

-4426,9

-0,230

1645,65

1,026

690

0,05

381,5

12245,7

-12943,7

-12562,2

-0,131

1018,19

1,009

Таблиця 5.1

Ц°

R, Н

Т, Н

Мкр.ц, Н?м

S, Н

10

11

12

13

14

15

16

0

1

-15993,12

0

0

0

-15993,12

30

0,801

-10826,68

0,613

-8285,58

-343,85

-13638,0

60

0,301

-1619,73

0,981

-5278,91

-219,08

-5521,06

90

-0,267

-856,05

1

3206,16

133,06

3318,38

120

-0,699

-5330,14

0,751

5718,54

237,32

7812,54

150

-0,931

-8371,59

0,387

3479,92

144,72

9072,97

180

-1

-9044,05

0

0

0

9044,05

210

0,931

-8371,59

-0,387

-3479,92

-144,72

8008,76

240

-0,699

-5456,26

-0,751

-5862,16

-237,32

4108,6

270

-0,267

-1059,9

-1

-3969,66

-133,06

-3367,74

10

11

12

13

14

15

16

270ґ

0,301

-998

-0,981

3220

-219,08

-7093,72

300

0,801

-5631,99

-0,613

4909,67

178,85

-9507,62

330

1

-9507,52

0

0

0

24948,6

360

0,977

24350,45

0,218

5433,4

225,49

6186,48

370

0,801

4911,17

0,613

3758,49

156,0

6186,31

390

0,301

1767,95

0,918

5762,0

239,12

6026,25

420

-0,267

-2333,16

1

8738,41

362,64

11531,53

450

-0,699

-7856,28

0,751

8440,72

350,29

11575,54

480

-0,931

-10680,7

0,387

4439,78

189,25

10982,3

510

-1

-10761,3

0

0

0

10761,3

540

-0,931

-9260

-0,387

-3849,21

-159,74

10035,81

570

-0,699

-5989,6

-0,751

-6435,18

-267,06

8791,6

630

-0,267

-1110,83

-1

-4160,41

172,66

4306,02

660

0,301

-1332,5

-0,981

4342,79

180,23

-4542

690

0,801

-10062,32

-0,613

7700,63

319,58

-12675,3

7.6 Сумарні сили, що діють на шатунну шийку

Для проведення розрахунку результуючої сили, що діє на шатунну шийку рядного двигуна, складають табл. 7, в яку переносять з табл. 5 значення сили Т. Сумарна сила, що діє на шатунну шийку по радіусу кривошипа:

Rк = К+Kкш = (К-9540) Н.

Результуюча сила, що діє на шатунну шийку:

за даними табл. 7, будуємо камерну діаграму (мал. 5)

Масштаб сил: Мр = 261 Н в мм. Значення Rшш для різних ц заносять в табл. 7 і по них будуємо діаграму Rшш в прямокутних координатах (мал. 6).

По розгорнутій діаграмі Rшш визначаємо:

Rш.ш. сер = F?Mp/ОВ = 18024?261/244,0 = 19604,5 Н;

Rш.ш. max = 25533 Н; Rш.ш. min = 5963 Н.

За камерною діаграмою будуємо діаграму зносу шатунної шийки (мал. 6). Суму сил Rш.ш.і., що діють на кожну шийку та кожному промені діаграми зносу (від 1 до 12) визначаємо за допомогою табл. 8. На діаграмі зносу визначаємо розташування вісі масляного отвору.

Масштаб побудови мкш.ш = 150 Н в мм.

бензиновий внутрішній двигун автомобіль

Таблиця 6

ц°

Циліндри

Мкр.ц Н?м

1

2

3

4

ц° кривошипа

Мкр.ц Н?м

ц°

Мкр.ц Н?м

ц°

Мкр.ц Н?м

ц°

Мкр.ц Н?м

0

0

0

180

0

360

0

540

0

0

30

30

-343,85

210

-144,42

390

156

570

-159,74

-492,01

60

60

-219,08

240

-243,28

420

239,12

600

-267,06

-52,14

90

90

133,06

270

-164,74

450

362,64

630

-172,66

158,3

120

120

237,32

300

133,63

480

350,29

660

180,23

901,47

150

150

144,42

330

178,85

510

184,25

690

319,58

827,1

180

180

0

360

0

540

0

720

0

0

Таблиця 7

ц°

Сили, Н

Т

Рк

Rш.ш.

0

0

25553

25533

30

-8286

-20367

21988

60

-5279

-11160

12345

90

3206

-10396

10879

120

5718

-14870

15932

150

3480

-17912

18247

180

0

-18584

18584

210

-3480

-17912

18247

240

-5862

-14996

16101

270

-3970

-10600

11319

300

3220

-10528

11009

330

4909

-15171

15777

360

0

-19048

19048

370

5433

-14810

15776

400

3759

-4628

5963

430

5762

-7772

9675

460

8738

-11873

14742

490

8441

-17396

19336

510

4440

-20220

20702

540

0

-20301

20301

570

-3849

-18800

19190

600

-6435

-15529

16810

630

-4160

-10650

11435

660

4342

-10873

11708

690

7700

-19602

21061

720

0

-25533

25533

Таблиця 8

Rш.ш.і.

Значення Rш.ш.і. для променів, кН

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

Rш.ш.0

255

255

255

-

-

-

-

-

-

-

255

255

Rш.ш.1

220

220

220

-

-

-

-

-

-

-

-

220

Rш.ш.2

123

123

123

-

-

-

-

-

-

-

-

123

Rш.ш.3

109

109

-

-

-

-

-

-

-

-

109

109

Rш.ш.4

160

160

-

-

-

-

-

-

-

-

160

160

Rш.ш.5

182

182

-

-

-

-

-

-

-

-

182

182

Rш.ш.6

186

186

186

-

-

-

-

-

-

-

186

186

Rш.ш.7

182

182

182

-

-

-

-

-

-

-

-

182

Rш.ш.8

161

161

161

-

-

-

-

-

-

-

-

161

Rш.ш.9

113

113

113

-

-

-

-

-

-

-

-

113

Rш.ш.10

110

110

-

-

-

-

-

-

-

-

110

110

Rш.ш.11

158

158

-

-

-

-

-

-

-

-

158

158

Rш.ш.12

190

190

190

-

-

-

-

-

-

-

190

190

Rш.ш.13

-

-

-

-

-

158

158

158

158

-

-

-

Rш.ш.14

60

-

-

-

-

-

-

-

-

60

60

60

Rш.ш.15

97

-

-

-

-

-

-

-

-

97

97

97

Rш.ш.16

147

-

-

-

-

-

-

-

-

147

147

147

Rш.ш.17

193

193

-

-

-

-

-

-

-

-

193

193

Rш.ш.18

207

207

-

-

-

-

-

-

-

-

207

207

Rш.ш.19

203

203

203

-

-

-

-

-

-

-

203

203

Rш.ш.20

192

192

192

-

-

-

-

-

-

-

-

192

Rш.ш.21

168

161

161

-

-

-

-

-

-

-

-

161

Rш.ш.22

114

114

114

-

-

-

-

-

-

-

-

114

Rш.ш.23

117

117

-

-

-

-

-

-

-

-

117

117

Rш.ш.24

211

211

-

-

-

-

-

-

-

-

211

211

УRш.ш.

3858

3554

2107

-

-

158

158

158

158

304

2585

3858

8. Аналіз врівноваженості двигуна

Чотирьохциліндрові рядні двигуни набули широкого вжитку на легкових автомобілях. Всі вони мають плоский колінвал з дзеркально-симетричним розташуванням привальників відносно його середини. Така схема колінвала забезпечує достатню зрівноваженість і рівномірне чергування спалахів у циліндрах. Порядок роботи циліндрів можна організувати за двома рівнозначними схемами: (1-2-4-3) та (1-3-4-2). Кутові інтервали між спалахами однакові і дорівнюють 180°.

9. Розрахунок маховика

Рівномірність крутного моменту:

Надлишкова робота крутного моменту:

Lнадл. = Fabcн?Мґц = 2150?10,832?0,026 = 605,5 Дж,

де Fabc - площа над прямою, середнього крутного моменту, мм2;

Мґц = 4р/і?ОА = 4?3,14/4?120 = 0,026 мм-1.

Рівномірність ходу двигуна приймаємо д = 0,01. момент інерції рухомих ланок двигуна, приведених до осі колінвала:

Ід = Lнадл. /дщ2 = 605,5/0,01?544,32 = 0,204 кг/м3.

Момент інерції рухомих ланок двигуна, приведених до осі колінвала:

Ім = (0,8ч0,9)Ід = 0,163...0,184. Ім = 0,17 кг/м3.

З іншої сторони

Ім = mмDc2 /4.

Звідси маємо:

mм=4Ім /Dc2 = 4?0,17/0,32 = 7,56 кг.

Dс =(3...4)S = 0,249...0,322 = 0,3 м.

Ширина маховика:

b = mм /р?Dс?h?сн = 7,56/3,14?0,3?7800?0,04 = 0,026 м,

де h - товщина обода, м, вибираємо з конструктивних міркувань h = 0,04 м;

сн - густина матеріалу маховика (чавун), сн = 7800 кг/м3.

Колова швидкість на ободі маховика:

10. Розрахунок поршневої групи

10.1 Розрахунок поршня

У відповідності з існуючими аналогічними двигунами і з врахуванням співвідношень приведених в табл. 51 [1], приймемо:

– товщина поршня: д = 9 мм (днища);

– висота поршня: Н = 98 мм;

– висота юбки поршня: hю = 70 мм;

– висота верхньої частини поршня: h1 = 58,8 мм;

– радіальна товщина кільця: t = 4 мм;

– радіальний зазор кільця в кільцевій канавці поршня: Дt = 0,8 мм;

– товщина стінки горловини поршня: S = 5 мм;

– величина верхньої кільцевої перемички: hп = 3 мм;

– число і діаметр масляних каналів в поршні: nн = 8 мм; dн = 1,2 мм.

Матеріал поршня - алюмінієвий сплав: бn = 25?10-6 1/град.

Гільзи циліндра - чавун: бг = 11?10-6 1/град.

Внутрішній діаметр поршня di = 78,4 мм.

Напруження згину в днищі поршня:

де ri=D/2-(s+t+t)=98/2-(5+4+0,8)=39,2 мм.

Днище поршня повинно бути посилене ребрами жорсткості.

Напруження стиску в розрізі:

де Pzmax = Pz?Fn = 6,3?75,34?10-4 = 0,048 Мпа

Напруження розриву в січенні х-х:

максимальна кутова швидкість холостого ходу:

маса головки поршня з кільцями розташованими вище січення х-х:

максимальна розривна сила:

напруження розриву:

.

Напруження у верхній кільцевій перемичці:

зрізу:

;

згину:

складне:

Питомий тиск поршня на стінку циліндра:

Діаметри головки і юбки поршня:

де

Діаметральні зазори в гарячому стані:

де tц = 110°С, tг = 250°С, tю = 150°С прийняті з врахуванням водяного охолодження двигуна (ст. 193 Г.П.).

10.2 Розрахунок поршневого кільця

Матеріал кільця - сірий чавун, Е = 1,0?105 Мпа.

Середній тиск кільця на стінку циліндра:

,

де А0 = 3,3t = 10мм.

Тиск кільця на стінку циліндра в різних точках кола:

Р = Рсерк, МПа,

де мк для різних кутів взято з таблиці 52 [1]. Результати обчислень приведені в таблиці 9.

Таблиця 9

ц°

0

30

60

90

120

150

180

мк

1,05

1,05

1,14

0,90

0,45

0,67

2,85

Р, МПа

0,42

0,42

0,456

0,36

0,18

0,268

1,14

Напруження згину кільця в робочому стані:

Напруження згину при надіванні кільця на поршень:

Монтажний проміжок в замкові проміжного кільця:

де Дґк = 0,07 мм; tк = 220?С; tц = 115?С; t0 = 15?С.

10.3 Розрахунок поршневого пальця

Приймаємо nн = 2500 хв-1; dn = 24,5 мм; db = 18 мм; ln = 70 мм;

lш = 40 мм; b = 30 мм.

Палець виготовлено з матеріалу сталь 15Х, Е = 2?105.

Палець плаваючого типу. Розрахункова сила, що діє на поршневий палець:

газова:

;

інерційна:

розрахункова:

Питомий тиск пальця на втулку поршневої головки шатуна:

Питомий тиск пальця на бобишки:

Напруження згину в середньому січенні пальця:

де

Дотичні напруги зрізу в січеннях бобишками і головками шатуна:

Найбільше збільшення горизонтального діаметра пальця при овальності:

Напруження овалізації на зовнішні поверхні пальця:

в горизонтальній площині (Ш = 0?):

в вертикальній площині (Ш = 90?):

Напруження овалізації на внутрішній поверхні пальця:

в горизонтальній площині (Ш = 0?):

в вертикальній площині (Ш = 90?):

11. Розрахунок шатунної групи

11.1 Розрахунок поршневої головки

За таблицею 55 [1], приймаємо:

– зовнішній діаметр головки: dг=31,5 мм;

– внутрішній діаметр головки: d=25,5 мм;

– мінімальна радіальна товщина стінки головки: hг=3 мм;

– радіальна товщина стінки втулки: Sв=0,5 мм.

Матеріал шатуна - вуглецева сталь 45Г2:

ЕМ=2,2?105 МПа; бГ =1?10-5 1/град.

Матеріал втулки - бронза:

Ев=1,15?105 МПа; бв =1,8?10-5 1/град.

Для сталі 45Г2 за таблицями 44 і 46 визначаємо:

ув = 800 МПа; у1 = 350 МПа;

у-1р = 240 МПа;

уГ = 420 МПа; бу = 0,25; бур = 0,12.

За формулами визначаємо:

при згині:

;

при розтягу-стиску:

Розрахунок січення І-І.

Середнє напруження і амплітуда напруги:

де ефективний тиск напруг:

Так, як головка не має різних переходів і концентрацій напруг в основному залежить від якісної структури матеріала і масштабний коефіцієнт ет = 0,83 визначений за табл. 49[1]; коефіцієнт поверхневої чутності еп = 0,8 визначений за табл. 50[1].

Так як

то запас міцності в січенні І-І визначається по границі втомленості

Напруження від запресованої втулки:

сумарний натяг:

,

де Д = 0,04 мм - натяг посадки бронзової втулки.

температурний натяг.

t = 120?С - середня температура головки і втулки.

– питомий тиск на поверхні дотику втулки з головкою:

де б = 0,3 - коефіцієнт Пуассона.

напруження від сумарного натягу, на внутрішній поверхні головки:

напруження від сумарного натягу, на зовнішній поверхні головки:

Розрахунок січення А-А на згин:

максимальна сила, що розтягує головку на режимі n=nN

де

нормальна сила і згинальний момент в січенні О-О:

де прийнятий кут

rср=(dг+d)/4=(31,5+25,5)/4=14,25 мм - середній радіус головки.

нормальна сила і згинальний момент в розрахунковому січенні від розтягуючої сили:

напруження на зовнішних волокнах від розтягуючої сили:

де

сумарна сила, що стискає головку:

нормальна сила, що стискує і згинальний момент в розрахунковому січенні, що стискує головку:

де і визначені за таблицею 56 [1].

напруження на зовнішньому волокні від стискуючої сили:

максимальні і мінімальні напруги асиметричного циклу:

середня напруга і амплітуда напруги:

так як ,

то запас міцності в січенні А-А визначається за граничною текучістю:

11.2 Розрахунок кривошипної головки шатуна

За таблицею 58 [1], приймаємо:

– діаметр шатунної шийки: dш.ш.=60 мм;

– товщина стінки вкладиша tв=2 мм;

– відстань між шатунними болтами: сб=85 мм;

– довжина кривошипної головки: lк=40 мм.

Маса шатунної групи

mш = mшп + mшк = 0,204 + 0,776 = 1,07 кг.

Максимальна сила інерції:

де mкр=0,226 кг; mш = 0,242 кг.

Момент опору розрахункового січення:

де r1=0,5(dш.ш.+2tв)=0,5(60+4)=32 мм - внутрішній радіус кривошипної головки шатуна.

Момент інерції вкладиша і кришки:

Напруження згину кришки і вкладиша:

де

11.3 Розрахунок стержня шатуна

З динамічного розрахунку маємо:

Pст =PГ + Pj = 24924 Н = 0,025 МН, при ц=370?;

Pр =PГ + Pj = -15992,5 Н = 0,016 МН, при ц=0?;

Lш = R/л = 160 мм.

За табл. 59 приймаємо:

bш= 22 мм; hш= 20 мм; аш= 3,5 мм; tш= 3,6; d= 25,5 мм; d1= 63 мм.

Площа і момент інерції розрахункового січення В-В:

Максимальна напруга від стискуючої сили:

в площині коливання шатуна

де ; .

в площині перпендикулярній до площини коливання шатуна:

де ;

L1=Lш-(d+d1)/2=115,25 мм.

Мінімальне напруження від розтягуючої сили:

Середні напруги і амплітуди циклу:

де

Так як

то запас міцності в січенні В-В визначаємо за границею втомленості:

11.4 Розрахунок шатунного болта

Приймаємо: номінальний діаметр болта d = 11 мм; крок різьби f = 1 мм; кількість болтів iб=2; матеріал - сталь 40Х.

За табл. 44 і 45 для легованої сталі 40Х визначаємо: В=1000 МПа; т=900 МПа; -1р=330 МПа; =0,16.

За формулами визначаємо:

=-1р/т=330/900=0,367;

Сила попередньої затяжки:

Pпоп=(23)Рjp/iб=20,026/2=0,026 МН

Сумарна сила, що розтягує болт:

Рбпопjp/iб=0,026+0,20,026/2=0,0286МН,

де - прийнято 0,2.

Максимальні і мінімальні напруги, що виникають в болті,

Середня напруга і амплітуда циклу:

m=(max+min)/2=(395+359)/2=377 МПа;

а=(max-min)/2=(395-359)/2=18 МПа;

,

де k=1+g(к-1)=3,46.

к=4,0 визначено за табл. 48 [1];

g = 0,82 за табл. 75 [1] при В=1000 Мпа і к=4,0

м=0,99 за табл. 49 [1] при d=11 мм

п=0,82 за табл. 50 [1].

Так як ,

то запас міцності болта визначаємо за границею текучості:

12. Розрахунок корпуса двигуна

12.1 Розрахунок гільзи циліндра

Матеріал гільзи циліндра - чавун: бц = 11?106 1/град; Е = 1,0?105; м = 0,24.

Товщина стінки гільзи вибирається конструктивно: дг = 6 мм.

Розрахункова товщина стінки:

де уz = 60 Мпа - допустима напруга на розтяг для чавуна.

Напруга розтягу в гільзі від дії максимального тиску газів:

Температурні напруження в гільзі:

де t = 110?С - температурний перепад.

12.2 Розрахунок шпильки головки болта

Кількість шпильок на один циліндр ішп=4; номінальний діаметр шпильки d = 12мм;крок різі t = 1 мм;внутрішній діаметр різі шпильки dв = 10,6 мм.

Матеріал шпильки - сталь 30Х.

За табл. 45 і 46[1] для сталі 30Х визначимо: ув = 850 МПа; ут = 700 МПа; уір = 260 МПа; бу = 0,14; ву = у1-р/у = 0,375; (вут)/(1-ву) = 0,37.

Проекція камери згорання на площину, перпендикулярну вісі циліндра при верхньому розташуванню клапанів:

Fk = 1,2Fn = 1,2?0,00754 = 0,009046 м2.

Сила тиску газів, що приходиться на одну шпильку:

max = Pz max Fkшт = 6,3?0,009046/4 = 0,014 МН.

Сила попередньої затяжки:

Рпоп = m(1-x)Pґz max = 3(1-0,2)0,014 = 0,0336 МН,

де m = 3 - коефіцієнт затяжки шпильки; х = 0,2 - коефіцієнт основної навантаги різі.

Сумарна сила, що розтягує шпильку без врахування сили Рz:

Pp max = Pпр + xPґz max = 0,0336+0,2?0,014 = 0,0364 МН.

Мінімальна сила,що розтягує шпильку:

Ppmin = Pпр = 0,0336 МН.

Мінімальні і максимальні напруги, що виникають в шпильці:

уmax = Ppmax/Fop = 0,0364/8,82?10-5 = 412,7 МПа;

уmin = Ppmin/Fop = 0,0336/8,82?10-5 = 381 МПа;

де Fop = рdв2/4= 8,8210-5 м2

площа січення шпильки по внутрішньому діаметру різьби.

Середня напруга і амплітуда цикла:

уm = (уmaxmin)/2 = 396,85 МПа;

уa = (уmaxmin)/2 = (412,7-381)/2 = 15,3 МПа.

Величина

у= уa k0mеn = 15,85?3,25/0,98?0,85=63,3 Мпа,

де k0 = 1+q(б-1) = 1+ 0,75?3 = 3,25;

тут б = 4,0 - визначається за таблицею 48[1];

q = 0,75 за табл.75 [1]; еm = 0,98; еn = 0,83 - за табл. 49, 50.

Так як

,

то запас міцності шпильки визначається за границею текучості

13. Розрахунок системи мащення двигуна

13.1 Масляний насос

Загальна кількість тепла, що виділяється паливом на протязі 1 с, визначається за даними теплового розрахунку:Q0 = 315470 Дж/с = 315,5 кДж/с.

Кількість тепла, що відводиться маслом від двигуна:

Qm = 0,02Q0 = 0,02?315,5 = 6,31 кДж/(кг?град).

Теплоємність масла См = 2,094 кДж/(кг?град); густина масла см = 900 кг/м3; температура нагріву масла в двигуні Дtм = 10?С.

Циркуляційна витрата масла:

.

Циркуляційна витрата з врахуванням стабілізації тиску масла в системі:

Об'ємний коефіцієнт подачі:

Розрахункова продуктивність насоса:

Модуль зачеплення зуба: m = 5 мм = 0,005 м; висота зуба - h = 2m = 2?5 = 0,01 м; число зубів шестерні z = 9.

Діаметр початкового кола шестерні:

D0 = z?m = 9?5 = 45 мм = 0,045 м.

Діаметр зовнішнього кола шестерні:

D = m(z+2) = 5?11 = 55 мм = 0,055 м.

Колова швидкість на зовнішньому діаметрі шестірні: un = 6,85 м/c.

Число обертів шестерні (насоса) в хвилину:

nн = uн?60/рD = 2400 хв-1

Довжина зуба шестерні:

Робочий тиск масла в системі р = 0,04 МПа.

Потужність, що витрачається на привід масляного насоса:

.

13.2 Масляний радіатор

Кількість теплоти, що відводиться маслом від двигуна приймається за даними теплового балансу: Qм = 6310 Дж/с.

Коефіцієнт тепловіддачі від масла до стінки радіатора: б1 = 300 Вт/м2град; товщина стінки радіатора: д = 0,00002 м; коефіцієнт тепловіддачі стінки лтеп = 90 Вт/м2град; коефіцієнт тепловіддачі від стінки радіатора до води: л2 = 3000 Вт/м2град; коефіцієнт теплопередачі від масла до води:

Середня температура води в радіаторі: tв сер = 90?С.

Середня температура масла в радіаторі: tм сер = 75?С.

Поверхневе охолодження масляного радіатора:

14. Розрахунок системи охолодження

14.1 Водяний насос

За даними теплового балансу кількість теплоти, що відводиться від двигуна водою:Qв = 92131 Дж/с;середня теплоємність води Ср = 4187 Дж/(кг?град); середня густина води ср = 1000 кг/м3; тиск, який створює насос Рн = 105 Н/м2; число обертів насоса nоб.н = 4500 хв-1.

Циркуляційна витрата води в системі охолодження:

Розрахункова продуктивність насоса:

,

де з - коефіцієнт подачі насоса.

Радіус вхідного отвору крильчатки

,

де С1 = 1,5 м/с - швидкість води на вході в насос; r0 = 0,01 м - радіус маточини крильчатки.

Колова швидкість сходу води:

,

де зn = 0,64 - гідравлічний ККД насоса.

Радіус крильчатки на виході:

Колова швидкість входу потоку:

Кут між швидкостями С1 і u1 приймаємо б1 = 90?, при цьому

,

звідки в1 = 7?

Ширина лопатки на вході

Радіальна швидкість води на виході з насоса:

Ширина лопатки на виході

Потужність, що використовує водяний насос:

де зм - 0,8 - механічний ККд водяного насоса.

14.2 Водяний радіатор

Кількість повітря, що проходить через радіатор:

Масова витрата води, що проходить через радіатор:

Середня температура охолоджуючого повітря, що проходить через радіатор:

,

де - температура води перед радіатором.

Середня температура води в радіаторі:

,

де

Поверхня охолодження радіатора:

,

де k = 160 Вт/(м2град) - коефіцієнт тепловіддачі радіатора.

14.3 Вентилятор

Густина повітря при середній його температурі в радіаторі

,

де В - питома газова стала.

Продуктивність (радіатора) вентилятора

Фронтова поверхня радіатора

,

де W = 12 м/с - швидкість повітря перед фронтом радіатора.

Діаметр вентилятора

.

Колова швидкість вентилятора

,

де ш = 3,0 - безрозмірний коефіцієнт для плоских лопастей.

Число обертів вентилятора:

.

Потужність, затрачена на привід осьового вентилятора:

,

де зв = 0,6 - ККД литих вентиляторів.

Форм.

Зона

Позиц.

Позначення

Назва

Кільк.

Прим.

Документація

41.00.00.00.00.ПЗ

Пояснювальна записка

Складальне креслення

1

41.01.00.00

Головка блока

1

2

41.02.00.00

Поршень

4

3

41.03.00.00

Блок циліндрів

1

4

41.04.00.00

Шатун

4

5

41.05.00.00

Колінвал

1

6

41.06.00.00

Піддон блока

1

Стандартні вироби

7

41.04.00.07

Шатунний болт

8

ГОСТ 8491-77

8

41.05.00.08

Шпилька

12

9

41.06.00.09

Болт

12

10

41.04.00.10

Гайка

12

11

41.06.00.11

Прокладка

12

12

41.05.00.12

Гайка

1

13

41.05.00.13

Прокладка

2

Перелік посилань

1. Розрахунок механізмів двигуна внутрішнього згоряння. Методичні вказівки до виконання курсового та дипломного проектування з курсу „Автомобільні двигуни” / Укл. В.І. Захарчук. - Луцьк. ЛІІ, 1996 - 41 с.

2. Николаенко М. Теория конструкции и расчёт автотракторных двигателей. М., 1984 г.

3. Автомобильные и тракторные двигатели под редакцией И.М. Ленина „Высшая школа”. 1976 г.

4. В.В. Михайловский. Устройство автомобиля. М., „Машиностроение” 1985 г.

5. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчёт автомобильных и тракторних двигателей. М., „Высшая школа”1971 г.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Розрахунки ефективної потужності двигуна внутрішнього згоряння та його параметрів. Визначення витрат палива, повітря та газів, що відпрацювали. Основні показники системи наддування. Параметрів робочого процесу, побудова його індикаторної діаграми.

    курсовая работа [700,8 K], добавлен 19.09.2014

  • Перелік основних деталей і вузлів базового двигуна. Аналіз потужних ефективних параметрів проектованого двигуна і порівняння з ефективними показниками базового двигуна. Заходи по зниженню токсичності відпрацьованих газів та охорони. Індикаторна діаграма.

    дипломная работа [2,1 M], добавлен 08.12.2008

  • Розрахунок тракторного двигуна. Визначення сили й моментів, що діють у відсіку двигуна. Розрахунок навантаження, діючого на шатунні і корінні шийки і підшипники. Ступінь нерівномірності обертання колінчатого валу. Аналіз зовнішньої зрівноваженності.

    курсовая работа [1,5 M], добавлен 24.08.2011

  • Розрахунок потужності і вибір двигуна відповідно до заданих параметрів. Перевірка вибраного двигуна в умовах пуску і перевантаження. Перевірка двигуна по кількості включень та по перегріву. Обгрунтування та вибір елементів схеми. Опис роботи схеми.

    курсовая работа [71,1 K], добавлен 13.05.2012

  • Розрахунок розмірів пазів та провідників обмоток статора. Розрахунок довжини статора і ротора. Коефіцієнт насичення і намагнічуючий струм. Параметри обмоток двигуна. Основні магнітні втрати у спинці статора. Робочі характеристики асинхронного двигуна.

    курсовая работа [1,8 M], добавлен 12.10.2011

  • Динамічний розрахунок тракторного двигуна на базі СМД-21, визначення сил та моментів, діючих у відсіку двигуна, розрахунок навантаження на шатунну шийку та підшипник, обертових моментів на корінних шийках; побудова годографів; перевірка валу на міцність.

    дипломная работа [596,0 K], добавлен 03.12.2011

  • Тепловий розрахунок двигуна внутрішнього згорання. Вивчення параметрів процесу стиску, згорання та розширення. Визначення робочого об'єму циліндрів. Опис призначення та конструкції паливного насосу високого тиску. Обґрунтування вибору матеріалу деталей.

    курсовая работа [180,0 K], добавлен 10.04.2014

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.